專利名稱：Dh型透平壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明涉及一種轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算方法，特別是一種DH型透平壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算方法。

背景技術(shù)：
齒輪耦合的軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中，多個(gè)軸系通過(guò)齒輪耦合聯(lián)系在一起，系統(tǒng)具備由齒輪傳動(dòng)引起的新特性，橫向振動(dòng)通過(guò)齒輪傳遞后將引起轉(zhuǎn)子產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，即發(fā)生彎扭耦合振動(dòng)。存在齒輪嚙合的多平行軸系在風(fēng)機(jī)、壓縮機(jī)、增速器等機(jī)器中廣泛存在，齒輪耦合的軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的典型應(yīng)用之一就是雙軸型透平壓縮機(jī)，亦稱DH型透平壓縮機(jī)，其軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)如圖1所示。
齒輪的嚙合作用使原本相互獨(dú)立的多個(gè)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)聯(lián)接在一起，從而使各軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力特性相互影響，整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)力特性與單個(gè)子系統(tǒng)的動(dòng)力特性大不一樣。即使理想齒輪傳動(dòng)，齒坯剛度、輪齒剛度及其嚙合剛度的時(shí)變性將使整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)力特性產(chǎn)生變化，且齒輪嚙合時(shí)存在的齒側(cè)間隙、各種傳動(dòng)誤差(包括齒輪各種制造誤差、安裝誤差、熱變形、磨損等)也將影響系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性。關(guān)于齒輪嚙合的研究，已經(jīng)由最初的剛性嚙合模型、彈性嚙合模型發(fā)展到現(xiàn)在的世紀(jì)齒輪嚙合剛度模型，數(shù)學(xué)模型與實(shí)際系統(tǒng)間的誤差越來(lái)越小。具有齒輪耦合的軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)最顯著的特點(diǎn)就是彎扭耦合振動(dòng)，彎扭耦合不僅影響系統(tǒng)的固有頻率、不平衡響應(yīng)，還影響系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速和穩(wěn)定性。該類系統(tǒng)的設(shè)計(jì)過(guò)去一直采用轉(zhuǎn)子單獨(dú)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)方法，忽略了各個(gè)轉(zhuǎn)子之間的耦合關(guān)系，這種設(shè)計(jì)方法只能保證各個(gè)轉(zhuǎn)子單獨(dú)使用時(shí)，能夠穩(wěn)定運(yùn)行，并不能保證耦合后還能正常運(yùn)行。


發(fā)明內(nèi)容
本發(fā)明的目的在于提供一種DH型透平壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算方法，有計(jì)算軟件，計(jì)算快速，極大的方便使用者進(jìn)行壓縮機(jī)、風(fēng)機(jī)等流體機(jī)械及增速器、減速器等具有齒輪傳動(dòng)的平行軸系的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析，免除設(shè)計(jì)者需借助專門知識(shí)才能操作的要求，直接通過(guò)界面操作就可以進(jìn)行轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)分析。
為了揭示一個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)行為，就必須建立一個(gè)符合實(shí)際系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型，建立多平行軸系統(tǒng)模型的關(guān)鍵是如何考慮齒輪嚙合這一因素。首先建立軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的線性動(dòng)力學(xué)模型，然后根據(jù)齒輪參數(shù)確定實(shí)際齒輪嚙合剛度、嚙合阻尼，并考慮齒面摩擦力、齒側(cè)間隙、嚙合脫齒及齒背嚙合等情況及斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)時(shí)軸向力對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力特性的影響，通過(guò)齒輪間的嚙合力，將多個(gè)轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)聯(lián)系起來(lái)，最終建立齒輪耦合的軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的非線性動(dòng)力學(xué)模型。針對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的求解，可完成系統(tǒng)動(dòng)力穩(wěn)定性、臨界轉(zhuǎn)速和動(dòng)力響應(yīng)等動(dòng)力學(xué)特性分析，為系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能改進(jìn)提供數(shù)值依據(jù)。
主要研究方法 1、轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的離散 一個(gè)實(shí)際轉(zhuǎn)子是質(zhì)量連續(xù)分布的彈性體，其上安裝有葉輪、齒輪、聯(lián)軸器、質(zhì)量盤等零部件?？捎眉倕?shù)法將轉(zhuǎn)子離散成n個(gè)無(wú)質(zhì)量的彈性軸段和n+1無(wú)彈性的集總質(zhì)量，如圖2所示。
2、齒輪耦合的軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型 (1)系統(tǒng)彎曲振動(dòng)方程 取離散后第j軸段分析，圖3為轉(zhuǎn)子在xoz平面和在yoz平面內(nèi)的力和力矩分布，取第j個(gè)截面在xoz平面和yoz平面中的狀態(tài)變量為
T，由力、力矩及變形平衡可得第j軸段的運(yùn)動(dòng)方程
該單元上，外力矩、外力在x、y方向上的表達(dá)式為
式中kxx、kxy、kyx、kyy-軸承油膜剛度 dxx、dxy、dyx、dyy-軸承油膜阻尼 Mck、Nck-齒輪嚙合力的軸向分量產(chǎn)生的彎矩 Pcx、Pcy-外加激勵(lì)力、不平衡力、齒輪嚙合力、重力或其它控制力 最終可得用位移、轉(zhuǎn)角及其導(dǎo)數(shù)(x，y，

ψ，......)表示的第j個(gè)單元力及力矩的平衡方程


考慮自由端部邊界條件 經(jīng)無(wú)量綱化，可得到轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的彎曲振動(dòng)方程 式中，[M]、[C]、[K]、{F}分別為系統(tǒng)的總質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣和總激振力向量。位移向量{X}＝(X1，Φ1，…，Xj，Φj，…，Xn，Φn)T (2)扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)方程 圖4為轉(zhuǎn)子扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的力學(xué)模型，其中Jzj為第j個(gè)軸段的集總極轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kθj為第j個(gè)軸段的扭轉(zhuǎn)剛度，G為材料的剪切彈性模量，dj和lj分別為第j個(gè)軸段的直徑和長(zhǎng)度，θj為扭轉(zhuǎn)角位移，Mp為齒輪嚙合力產(chǎn)生的扭矩。
第j個(gè)單元的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程為 經(jīng)無(wú)量綱化扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程化為 其中 第一個(gè)和最后一個(gè)節(jié)點(diǎn)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程為 將轉(zhuǎn)子各單元扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程集總，可得到轉(zhuǎn)子扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程 (3)齒輪嚙合力 圖5為平行轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)中，齒輪傳動(dòng)受力分析圖，中間大齒輪為主動(dòng)輪，驅(qū)動(dòng)兩側(cè)平行配置的從動(dòng)齒輪。在自由狀態(tài)下，齒輪中心在o1、o2、o3，嚙合線與齒輪中心連線間的夾角分別為α12、α13。當(dāng)傳遞動(dòng)力或受到外部作用力時(shí)，轉(zhuǎn)子產(chǎn)生變形，齒輪中心移動(dòng)到o′1、o′2、o′3，此時(shí)，嚙合線方向發(fā)生變化，嚙合線與齒輪中心連線的夾角分別為α′12、α′13，并且，齒輪1、2中心、齒輪1、3中心連線與x軸方向的夾角分別為β12、β13。
當(dāng)不考慮齒面間的摩擦力時(shí)，可求得齒輪間的嚙合力如下



式中，



為齒輪所在節(jié)點(diǎn)的位移向量，上標(biāo)1、2、3表示轉(zhuǎn)子類別，下標(biāo)g、q、p表示齒輪在該轉(zhuǎn)子上所處的節(jié)點(diǎn)位置，r1、r2、r3為齒輪的基圓半徑，

分別為齒輪1、2及齒輪1、3之間的平均嚙合剛度，c12、c13為齒輪的嚙合阻尼，且 式中m1，m2，m3-分別為三個(gè)齒輪的等效質(zhì)量 ξ-齒輪嚙合阻尼比，可取0.05。
在齒輪實(shí)際嚙合過(guò)程中，嚙合點(diǎn)沿嚙合線作周期性變化，所以，嚙合力軸向分量的位置也在不斷變化，但變化距離相對(duì)齒輪尺寸來(lái)說(shuō)很小，故可近似認(rèn)為嚙合力始終作用在節(jié)點(diǎn)處。齒輪間的嚙合力對(duì)相互嚙合的一對(duì)齒輪而言，實(shí)際上是一對(duì)作用力和反作用力，將該作用力分別沿坐標(biāo)軸方向投影可得 式中Fxi、Fyi、Fzi、Mxi、Myi、Ti為由于齒輪相互嚙合而分別作用在齒輪1、齒輪2和齒輪3上的作用力和力矩，β為齒輪螺旋角，ri為齒輪的基圓半徑(i＝1，2，3)。
忽略嚙合線方向變化對(duì)系統(tǒng)的影響，并進(jìn)行無(wú)量綱化處理可得 可得齒輪節(jié)點(diǎn)處齒輪嚙合所產(chǎn)生的作用力和作用力矩 而在非齒輪節(jié)點(diǎn)處，Pc＝0，Mc＝0，Mp＝0。將各個(gè)轉(zhuǎn)子的彎曲振動(dòng)方程和扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)方程進(jìn)行組裝，然后將三個(gè)轉(zhuǎn)子的運(yùn)動(dòng)方程再組裝在一起，將上式代入后，可得到系統(tǒng)總的運(yùn)動(dòng)方程式 式中M-系統(tǒng)總質(zhì)量矩陣；C-系統(tǒng)總阻尼矩陣；K-系統(tǒng)總剛度矩陣；F-系統(tǒng)總激振力列矢量。
3、系統(tǒng)的數(shù)學(xué)分析方法 (1)固有振動(dòng)分析 當(dāng)系統(tǒng)沒(méi)有承受任何外界激勵(lì)力時(shí)，系統(tǒng)固有振動(dòng)方程為 設(shè)解具有一般形式X＝X0eλT，λ＝-U+iV，代入上式后，可得(Mλ2+Cλ+K)X0＝0 式中λ是特征值，其實(shí)部反映該階模態(tài)對(duì)應(yīng)的模態(tài)阻尼的大小，虛部為該階模態(tài)下的阻尼固有頻率；X0是特征向量，反映該階模態(tài)下的振型，軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有振動(dòng)分析問(wèn)題就轉(zhuǎn)換為式(2-18)的二次特征值和特征向量問(wèn)題 (2)系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)分析 在齒輪耦合的轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)中，由于每根轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速不同，而且，每根轉(zhuǎn)子上的不平衡質(zhì)量也許不是唯一的，因此，在該系統(tǒng)中，有多個(gè)不平衡激勵(lì)力，可表示為 式中Fj為廣義外激勵(lì)幅值，為復(fù)數(shù)，ωj為激勵(lì)力的頻率，F(xiàn)j還可表示為 Fj＝FR0j＋iFI0j(j＝1，2…，n) 式中，F(xiàn)R0j，F(xiàn)I0j分別為激勵(lì)力幅值的實(shí)部和虛部。在線性范圍內(nèi)，頻率為ωj的激勵(lì)只會(huì)激起同頻響應(yīng)，不會(huì)激起其它頻率成份的響應(yīng)，即不同頻率的激勵(lì)所產(chǎn)生的響應(yīng)是線性獨(dú)立的，因此，可分別求出不同頻率的響應(yīng)，然后進(jìn)行疊加，就可得到所有激勵(lì)的總響應(yīng)。設(shè)Fj引起的激勵(lì)為 式中，XR0j、RI0j為振幅的實(shí)部和虛部，將式(2.43)、(2.44)、(2.45)代入式(2.39)，按實(shí)部、虛部展開(kāi)，并寫(xiě)成矩陣形式，可得 求解代數(shù)方程組即得XR0j，XI0j，進(jìn)行疊加可得系統(tǒng)的響應(yīng)為


圖1是齒輪耦合的DH型透平壓縮機(jī)滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)圖 圖2是轉(zhuǎn)子簡(jiǎn)化及離散圖 圖3是轉(zhuǎn)子彎曲振動(dòng)力學(xué)模型 圖4是轉(zhuǎn)子扭轉(zhuǎn)振動(dòng)力學(xué)模型 圖5是齒輪嚙合力分析模型 圖6是DH型透平壓縮機(jī)主動(dòng)軸簡(jiǎn)圖 圖7是DH型透平壓縮機(jī)低速齒輪軸簡(jiǎn)圖 圖8是DH型透平壓縮機(jī)高速齒輪軸簡(jiǎn)圖 圖9～圖16是在工作轉(zhuǎn)速下軸系前8階模態(tài)振型圖 圖17是軸系不平衡響應(yīng)分析圖形 圖18是軸系穩(wěn)定性分析圖形
具體實(shí)施例方式 本發(fā)明的一個(gè)優(yōu)選實(shí)施例如下 某DH型透平壓縮機(jī)為齒輪耦合的滑動(dòng)軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的典型應(yīng)用，如圖1所示，中間大齒輪為主動(dòng)輪，其兩側(cè)平行配置兩個(gè)從動(dòng)小齒輪，在低速小齒輪軸和高速小齒輪軸上分別安裝有3個(gè)或4個(gè)葉輪。
主動(dòng)軸、低速齒輪軸和高速齒輪軸簡(jiǎn)圖6～圖8如下，齒輪齒數(shù)分別為269、55和41，主動(dòng)軸輸入轉(zhuǎn)速為2988r/min，輸入功率為2500kW，在軸系的計(jì)算分析過(guò)程中考慮了齒輪耦合對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的影響。
在工作轉(zhuǎn)速下軸系前8階模態(tài)振型如圖9～圖16所示，可以看出其分別對(duì)應(yīng)著各單根軸模態(tài)或產(chǎn)生了新的模態(tài)，且扭轉(zhuǎn)模態(tài)因?yàn)榭紤]了齒輪耦合的因素而變得更加明顯。
不平衡響應(yīng)分析如圖17所示，穩(wěn)定性分析如圖18所示。
權(quán)利要求
1.一種DH型透平壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算方法，其特征在于具體計(jì)算步驟如下
(1)多平行軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析前處理
①在壓縮機(jī)、減速器、增速器等中選擇計(jì)算對(duì)象，選定特征值及強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算或臨界轉(zhuǎn)速及失穩(wěn)轉(zhuǎn)速計(jì)算，同時(shí)可選擇考慮齒輪耦合的多平行軸系統(tǒng)分析或其中某一根轉(zhuǎn)子分析。
②輸入系統(tǒng)各轉(zhuǎn)子及軸承的參數(shù)包括軸段參數(shù)、附加質(zhì)量參數(shù)、不平衡質(zhì)量參數(shù)、齒輪參數(shù)及軸承類型、位置和動(dòng)特性系數(shù)等。
若進(jìn)行某一轉(zhuǎn)速下的特征值及振型分析和不平衡響應(yīng)分析，輸入主動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速(耦合系統(tǒng)分析)或某一轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速(單根轉(zhuǎn)子分析)。當(dāng)進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速及失穩(wěn)轉(zhuǎn)速計(jì)算時(shí)，輸入主動(dòng)軸的最低轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速(耦合系統(tǒng)分析)或某一轉(zhuǎn)子(單根轉(zhuǎn)子分析)的最低轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速，并選擇轉(zhuǎn)速步長(zhǎng)。
③按集總參數(shù)法，對(duì)各個(gè)轉(zhuǎn)子進(jìn)行離散化處理，將連續(xù)變截面的轉(zhuǎn)子處理成由一系列無(wú)質(zhì)量、剛度不變的軸段聯(lián)結(jié)一系列質(zhì)量塊組成的多自由度離散系統(tǒng)，離散中各子段的質(zhì)量按照質(zhì)心不變的原則分到兩端節(jié)點(diǎn)上，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量按轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變?cè)瓌t簡(jiǎn)化到兩邊端點(diǎn)上，簡(jiǎn)化后軸段的等效抗彎剛度與各子段的抗彎剛度關(guān)系，按純彎時(shí)兩端截面相對(duì)轉(zhuǎn)角不變求得。
(2)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程的建立
①若軸系支撐為滑動(dòng)軸承，計(jì)算各軸承的載荷，調(diào)用軸承性能計(jì)算程序計(jì)算出滑動(dòng)軸承的油膜剛度、阻尼系數(shù)表，每個(gè)軸承的實(shí)際工作點(diǎn)可根據(jù)載荷用插值方法求得，不同轉(zhuǎn)速下的動(dòng)特性參數(shù)包括4個(gè)剛度系數(shù)和4個(gè)阻尼系數(shù)也用插值方法求得，較好的實(shí)現(xiàn)了軸承分析與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析的結(jié)合。
②在傳遞矩陣法的基礎(chǔ)上，形成轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的彎曲振動(dòng)方程和扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方程，并計(jì)入齒輪嚙合力得到齒輪嚙合的剛度矩陣和阻尼矩陣，最終得到系統(tǒng)總質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣及激振力矩陣
其中{X}＝(X1，Φl，…，Xj，Φj，…，Xn，Φn)T。
(3)動(dòng)力學(xué)方程求解及結(jié)果后處理輸出
①特征值和強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算結(jié)果輸出可繪制給定轉(zhuǎn)速下的8階或16階特征值的實(shí)部(對(duì)數(shù)衰減率)、虛部(固有渦動(dòng)頻率)的總圖和各階振型圖；可輸出強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)沿軸向的分布圖。當(dāng)系統(tǒng)包括2～3根轉(zhuǎn)子時(shí)，由左至右依次分段表示第1、第2、第3根轉(zhuǎn)子的振型或響應(yīng)，包括X向、Y向彎曲模態(tài)及扭轉(zhuǎn)模態(tài)。
②臨界轉(zhuǎn)速及失穩(wěn)轉(zhuǎn)速計(jì)算結(jié)果輸出包括在給定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)各階特征值虛部(固有渦動(dòng)頻率)及實(shí)部(對(duì)數(shù)衰減率)與主動(dòng)軸(耦合系統(tǒng)分析時(shí))或某一軸(單根轉(zhuǎn)子分析時(shí))轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線；以紅色實(shí)線表示各根轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速與主動(dòng)軸(或該轉(zhuǎn)子)轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線，紅線與特征值虛部(渦動(dòng)頻率)曲線交點(diǎn)的橫坐標(biāo)值，就是系統(tǒng)的一個(gè)阻尼臨界轉(zhuǎn)速。特征值實(shí)部(對(duì)數(shù)衰減率)曲線與橫坐標(biāo)的交點(diǎn)，其值就是失穩(wěn)轉(zhuǎn)速。只要選擇轉(zhuǎn)速范圍、第幾根轉(zhuǎn)子、第幾階特征值，就可計(jì)算獲得在該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的系統(tǒng)的阻尼臨界轉(zhuǎn)速及對(duì)應(yīng)的對(duì)數(shù)衰減率。
2.根據(jù)權(quán)利要求1所述的DH型透平壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算方法，其特征在于軟件主要界面如下
(1)主界面輸入分析對(duì)象的總體參數(shù)，包括轉(zhuǎn)子類型、計(jì)算內(nèi)容、轉(zhuǎn)子傳遞功率、特征值階數(shù)、主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速等；
(2)轉(zhuǎn)子參數(shù)界面輸入各轉(zhuǎn)子及其軸承的有關(guān)參數(shù)，包括轉(zhuǎn)子參數(shù)、不平衡質(zhì)量參數(shù)、附加質(zhì)量參數(shù)、軸承參數(shù)等，
(3)特征值、強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)計(jì)算結(jié)果輸出界面包括在該給定轉(zhuǎn)速下的8階或16階特征值的實(shí)部(對(duì)數(shù)衰減率)、虛部(固有渦動(dòng)頻率)及各階復(fù)振型，以及強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)沿軸向的分布，
(4)臨界轉(zhuǎn)速及失穩(wěn)轉(zhuǎn)速計(jì)算結(jié)果輸出界面包括在給定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)各階特征值虛部(固有渦動(dòng)頻率)及實(shí)部(對(duì)數(shù)衰減率)與主動(dòng)軸(耦合系統(tǒng)分析時(shí))或某一軸(單根轉(zhuǎn)子分析時(shí))轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線。
全文摘要
本發(fā)明涉及DH型透平壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算方法。具體計(jì)算步驟為(1)選擇分析對(duì)象和計(jì)算類型，輸入軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的參數(shù)，完成轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的離散化等前處理操作，(2)調(diào)用軸承計(jì)算程序，計(jì)算各軸承的動(dòng)、靜特性參數(shù)，根據(jù)選定的分析對(duì)象和計(jì)算類型，組建考慮齒輪嚙合的平行軸系的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)方程，(3)調(diào)用求解函數(shù)計(jì)算動(dòng)力學(xué)微分方程的特征值和特征向量，經(jīng)有量綱化轉(zhuǎn)換為動(dòng)力學(xué)特性結(jié)果數(shù)據(jù)，完成系統(tǒng)穩(wěn)定性、臨界轉(zhuǎn)速和強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)及振型的計(jì)算和分析。本發(fā)明在堅(jiān)實(shí)的理論研究基礎(chǔ)上開(kāi)發(fā)了能用于工程實(shí)際的多平行軸系動(dòng)力學(xué)性能計(jì)算分析手段，所計(jì)算的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中可包含各類型支撐，較好的實(shí)現(xiàn)了軸承計(jì)算與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析的結(jié)合。
文檔編號(hào)G01M13/00GK101750209SQ200810232668
公開(kāi)日2010年6月23日 申請(qǐng)日期2008年12月17日 優(yōu)先權(quán)日2008年12月17日
發(fā)明者朱愛(ài)斌, 丘大謀, 張莉娟, 張鎖懷 申請(qǐng)人:朱愛(ài)斌